8級變速車床主軸箱設計及實物制作【畢業(yè)論文+CAD圖紙全套】

買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 I 8 級變速車床主軸箱設計及實物制作 機械設計制造及其自動化 【 摘 要 】 作為主要的車削加工機床，普通車床被廣泛的應用于機械加工行業(yè)中。本文主要針對 8 級變速車床主軸箱的設計進行說明，共包括運動設計、動力設計和結構設計三個部分。設計的主要內容有機床主要參數的確定，傳動方案和傳動系統圖的擬定，最后通過對車床主軸箱零件進行計算、校核從而完成此機床主軸箱的設計。在結構設計中主要是主軸箱的傳動設計，根據已給定的條件，即主軸轉速來設計主傳動系統。實際工作時，操縱變速手柄，通過撥叉撥動主軸箱中的滑移齒輪在軸上移動，實現變速。 【 關鍵詞 】 8級變速；主軸箱 ； 設計 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 of As is in In it on it of is to of of by of is of to it to on . 8文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 錄 1 運動設計 . 1 床主參數和基本參數 . 1 定公比 和結構式 . 1 構網 . 1 定轉速圖 . 2 電機的選擇 . 2 輪齒數的確定及 傳動系統圖的繪制 . 3 輪齒數的確定的要求 . 3 動系統圖的繪制 . 5 2 動力設計 . 6 定計算轉速 . 6 軸的計算轉速 . 6 間傳動件的計算轉速 . 6 算各傳動軸的直徑 . 6 軸的直徑 . 6 軸的直徑 . 7 軸的直徑 . 7 軸的直徑 . 7 輪模數的計算 . 7 角帶傳動的計算 . 8 軸剛度驗算 . 9 定前端懸伸量 C . 9 軸支承跨距 . 9 算 . 10 合器的選擇與計算 . 11 定摩擦片的徑向尺寸 . 12 扭矩確定摩擦離合面的數目 Z . 12 算摩擦離合器的軸向壓力 Q . 12 定摩擦片厚度 . 13 轉時摩擦片數的確定 . 13 3 結構設計展開圖及其布置 . 14 4 6級變速車床主軸箱模型的實物制作 . 16 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 物的加工 . 16 構的裝配 . 16 參考文獻 . 18 致謝語 . 19 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1 1 運動設計 床主參數和基本參數 原始數據與資料： 車床主參數： 360主軸轉速： 100 1120 /轉速級數： 8，電動機功率： 定 公比 和結構式 由 1120/100= 7 = =分各級轉速為 ： 100， 140,200,280,400,560,800,1120. 確定 軸的轉速為： 800r/ i。 =800/1440=1/知 Rn= Z=2a a、 b 為正整數，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、 3 聯滑移齒輪實現 變速 。 8 級轉速傳動系統的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后 一個傳動組的傳動副常選用 22。 構網 圖 18 級等比傳動系統結構網 由此可知：結構式可確定為： 8=21 22 24 根 據降速比分配應“前緩后急”的原則（也稱遞降原則）以及摩擦離合器的工作速買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 度要求，確定各傳動組最小傳動比。 在設計機床時，為防止傳動比過傳動比過小造成從動輪過大，增加箱體尺寸。 一般限定最小傳動比 1/4。為減 少震動，提高傳動精度，直齒輪的最大傳動比 2，直齒輪變速組的極限變速范圍是 r=2 4=8 檢驗擴大組的變速范圍。由式 知 4 取 k=7 則 4 2 1212k=35 則從動輪齒數為： 2 7 1212k=49 第二變速組 :1 :2 最小公倍數 則 k 最小齒數發(fā)生在 ： 63k 17 =k 9 取 k=10 則 0 0 63k=20 則從動輪齒數為： 0 2 63k=40 第三變速組 ： = 75:1312 2 最小公倍數 4 則 4k 最小齒數發(fā)生 在 ： 1 8442k 17 =22k 17 取 k=2 則 4 9 1 8442k=22 則從動輪齒數為： =35 31 8442k=62 見表 1 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 表 1齒輪齒數表 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數和 84 60 84 齒輪 2 4 6 8 10 12 齒數 42 42 35 49 30 30 20 40 49 35 22 62 動系統圖的繪制 1440r/主傳動系圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 2 動力設計 定計算轉速 軸的計算轉速 主軸的計算轉速為主軸從最低轉速算起，第一個 1/3轉速范圍內的最高一級轉速，即： Z/3中： z 8 則： nj=n 100 77 /間傳動件的計算轉速 軸上的 4級轉速分別為： 280、 400、 560、 800r/9r/上都可以傳遞全部功率。 軸經 時從 280r/上的轉速全部功率，所以確定最低轉速 280r/軸的計算轉速。按上述的方法從轉速圖中分別可找到計算轉速：軸為 560r/軸為 800r/動機軸為 1440r/。 算各 傳動 軸的 直徑 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證 軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度 。 傳動軸直徑按扭轉剛度：由式49 1 ( )m 進行估算 式中： d 傳動軸直徑 ； p 電動機功率 ； 該軸的計 算轉速 ； 傳動效率；可根據機械設計 各種傳動傳遞功率的功率的范圍及效率值 行選取 1= （齒輪效率） = 軸的直徑 m 00,1 44 5 . 5 0 . 9 69 1 9 1 2 6 / m i m m 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 軸的直徑 2 0 0 0 2 5 6 0 / m 4 5 . 5 0 . 9 49 1 9 1 3 5280Pd m 軸的直徑 3 2 3 2 8 0 / m 4 5 . 5 0 . 9 49 1 9 1 3 5280Pd m 軸的直徑 4 3 3 1 0 0 / m 4 5 . 5 0 . 9 39 1 9 1 4 5100Pd m 輪模數的計算 一般同一變速組中的齒 輪取同一模數，選擇負荷最重的小齒輪按簡化的接觸疲勞強度公式計算 3 221116338 j m mZ i n 。 式中： 按疲勞接觸強度計算的齒輪模數 驅動電機功率 計算齒輪的計算轉速 / i 大齒輪齒數 與 小齒輪齒數之比 1i ，外嚙合取“ +”號，內嚙合取“ -” 號 ； 1Z 小齒輪齒數 m 齒寬系數，m （ 610m j 許用接觸應力 ， 取 , 傳動組 3 223 5 . 51 6 3 3 8 2 . 5 76 3 5 2 6 0 0 8 0 0 傳動組 3 223 5 . 51 6 3 3 8 4 . 2 06 2 0 2 6 0 0 5 6 0 傳動組 224 5 . 51 6 3 3 8 3 . 7 86 2 2 3 6 0 0 2 8 0 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 故選取標準模數 4 , 5 , 4a b cm m m 5。 角帶傳動的 計算 三角帶傳動中，軸間距 于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。 (1) 選擇三角帶的型號 根據公式： 1 . 1 5 . 5 6 . 0 5c a P K W 式中 查圖 8型帶。 (2) 初選小帶輪的基準直徑1 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。 為提高帶的壽命，小帶輪的直徑1, 1 查表 88帶輪 基準直徑1 112dd 3) 確定三角帶速度 按公式 11 3 . 1 4 1 1 2 1 4 4 0 8 . 4 46 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0mV s 因為 30/5 ，故帶速合適 (4) 計算大帶輪的 基準 直徑 根據式（ 8計算大帶輪直徑2 . 8 1 1 2 2 0 1 . 6i d m m 根據表 8整為 標準直徑 200 (5) 初定中心距 帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選?。焊鶕涷灩?1 2 0 1 20 . 7 2d d d dd d a d d 取 2 1 1 2 2 0 0 6 2 4 ，取0 600 .A 6) 三角帶的計算基準長度L 2210 0 1 202 24 a d d a 20 2 0 0 1 1 23 . 1 42 6 0 0 1 1 2 2 0 0 1 6 9 32 4 6 0 0L m m 由表 8整到標準的計算長度 1800dL 7)確定實際中心距 a 00 6 0 0 1 8 0 0 1 6 9 3 2 6 5 42a m m （ ） 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9 (8)驗算小帶輪包角 0 0 0 0 0211 2 0 0 1 1 21 8 0 5 7 . 5 1 8 0 5 7 . 5 1 7 2 9 0654a ， 主動輪上包角合適。 (9)確定三角帶根數 Z 根據式 8 00ca p p k k 傳動比 121 4 4 0 / 8 0 0 1 . 8vi v 查表 880p= p= 表 8k=表 8-2， 6 . 0 5Z 3 . 5 31 . 5 8 0 . 1 5 0 . 9 8 1 . 0 1 所以取 根 (10)計算預緊力 查表 8q=m7 2022 . 55 0 0 16 . 0 5 2 . 55 0 0 1 0 . 1 8 . 4 48 . 4 4 4 0 . 9 8146q vv z 軸剛度驗算 定前端懸伸量 C 根據主軸端部的結構，前支承軸承配置和密封裝置的型式和尺寸，這里選定C=1208。 軸支承跨距 L 的確定 一般最佳跨距 0 2 3 2 4 0 4 2 0L C m m，考慮到結構以及支承剛度因磨 損會不斷降低，應取跨距 考慮到結構需要，這里取 L=600買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 算 C 點撓度 1）周向切削力42 9 5 5 1 0 其中 75 . 5 , 0 . 9 6 0 . 9 8 W , m a 5 0 . 6 0 . 5 0 . 6 4 0 0 2 0 0 2 4 0 ,2 4 0 , 3 1 . 5 / m i m mD n r 取故 4 42 9 5 5 1 0 0 . 8 2 5 . 5 1 . 1 5 1 02 4 0 3 5 . 5 ，故 41 . 1 2 1 . 7 3 6 1 0 N 。 330 . 4 5 6 . 9 8 1 0 , 0 . 3 5 5 . 4 3 1 0r t f N P P N 2） 驅動力 72 . 1 2 1 0 7 其中 75 . 5 0 . 9 6 0 . 9 8 4 . 5 8 , 7 2 , 3 , 3 5 . 5 / m i K W z m n r 所以 744 . 5 82 . 1 2 1 0 1 . 1 3 1 04 7 2 3 5 . 5 3） 軸承剛度的計算 這里選用 4382900系列雙列圓柱子滾子軸承 根據 0 . 1 0 3 0 . 82 2 . 2 2 2 1 . 5 求得： 0 . 1 0 3 0 . 8 50 . 1 0 3 0 . 8 52 2 . 2 2 2 1 . 5 7 0 8 . 4 8 1 0 /2 2 . 2 2 2 1 . 5 1 0 0 9 . 2 2 4 1 0 / m m m 4）確定彈性模量，慣性距 I；長度 , 軸的材產選用 40 資料 有 52 0E M P a 主軸的慣性距 I 為 44 644 . 2 7 1 064m m 外 內 主軸 c 可近似地算： 4 4 4 640 . 6 6 . 2 5 1 064m m 11 切削力 =C+W，對于普通車床， W=文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 （ 200H )。 則： 22 ( 2 6 ) ( 4 0 4 ) 4 4D d N m m m m m m 根據齒輪、軸承寬度以及結構需要，取 60b 計算切削力 點引起主軸前端 C 點的撓度 2322363c s p c A L Cs c c L s c s m E I C L C L 代入數據并計算得 0 9 9m m。 計算驅動力 軸前端 2226c m q c L b L b L C L b m L C L C L 計算得： 求主軸前端 合 撓度軸上的分量代數和為 ： c o s c o s c o s ,c y c s p p c m q q c m my y y y 6 6 , 2 7 0 , 1 8 0p q m 其 中 ， 計算得： 0 9 7m m， 0 2 8m m。 綜合撓度 22 0 . 1 1 8c c y c zy y y m m 。綜合撓度方向角 a r c 7 2 . 2 5，又 0 . 0 0 0 2 0 . 0 0 0 2 6 0 0 0 . 1 2y L m m 。 因為 所以此軸滿足要求 9。 合器的選擇與計算 參考表 2，取通用機床鋼質主軸前軸頸直徑1 80D 后軸頸直徑2D（ D，取2 65D 主軸內孔直徑m a 1 1 0d D m m，其中定 d=36 10即 40買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 定摩擦片的徑向尺寸 摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內徑又由安裝它的軸徑 內外徑的尺寸決定著內外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影 響離合器的結構與性能。表示這一特性系數 是外片內徑 2之比，即 21一般外摩擦片的內徑可?。? ( 2 6 ) ( 4 0 4 ) 4 4D d m m m m m m ；機床上采用的摩擦片 值可在 處取 =內摩擦片外徑2D 1D 扭矩確定摩擦離合面的數目 Z Z其中 T=9550 103 550 103 =104 N ； K 安全系數， 此處取為 P 摩擦片許用比壓，取為 f 摩擦系數，查得 f= S 內外片環(huán)行接觸面積， （ = 誘導摩擦半徑，按理想狀態(tài)，假設摩擦表面壓力均勻分布，則 D(3 )( 21223132 = 速度修正系數，根據平均圓周速度查表取為 結合次數修正系數，查表為 摩擦結合面數修正系數，查表取為 1； 將以上數據代入公式計算得 Z 整為整偶數 12，離合器內外摩擦片總數i=Z+1=13。 算摩擦離合器的軸向壓力 Q Q=SP 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 定摩擦片厚度 摩擦片厚度 b = 1， 2一般隨摩擦面中徑增大而加大。內外片分離時的最小間隙為（ 本設計選用 2 轉時摩擦片數的確定 圖 2雙向片式摩擦離合器機構 普通車床主軸反轉時一般不切削，故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損 耗確定。普通車床主軸高速空轉功率 0 40%，取 算反轉靜扭矩為 入公式計算出 Z 整為整偶數 6，離合器內外摩擦片總數為 7。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 3 結構設計展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。 由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖 10。 圖 3級變速車床主軸箱展開圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 15 操縱機構 采用撥叉與凸輪機構 11。 圖 3縱機構 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 16 4 6 級變速車床主軸箱 模型的實物制作 我們組的實物制作為 6級變速車床主軸箱的模型制作，在加工過程中， 分為 5小組，我 們小組 主要負責箱體、中間板 、曲柄及搖板加工。在加工中 主要是用銑床和鉆床進行加工，但由于加工箱體尺寸較大受到夾具的限制，加工平面時用到了刨床。 物的加工 現以曲柄為例簡要說明一下加工過程，附 1210 曲柄圖如下： 圖 41210 曲柄 所用的設備是 床以及 床。所用到的工藝裝備有高速鋼三面式銑刀， 5的麻花鉆， 8 的麻花鉆， 花鉆， 15機用鉸刀。 0 125游標卡尺等等。 加工概況。首先用氣動切割機將板料分割成所需要的各零件毛坯尺寸，以先粗后精原則，在臥式銑床粗銑各面的側面。用老虎鉗夾緊，然后在 接下來精銑上下面，接著在臥式銑床上精銑各側面。 1210 曲柄上下面加工后進行電火花加工，將其輪廓加工出來。然后上鉆床，將面中各孔鉆出，最后是去毛刺，涂油防銹。 等各個小組加工基本完成時，根據工件實際尺寸及相對位置關系進行鉆位置位置精度要求較高的孔 12。 構的裝配 所有實物全部做出之后，經檢驗符合設計要求，進入裝配環(huán) 節(jié)。在裝配過程中，由于各個小組在加工時留的余量較大，致使軸與箱體、齒輪及軸 套的過渡配合變成了過盈配合。在